Жесткость — Определение пружин

Целью работы является экспериментальная проверка применимости расчетной формулы для определения осадки (деформации) и коэффициента жесткости цилиндрической винтовой пружины . [c.167]

Ввиду сложности изготовления пружин переменной жесткости, имеющих определенную, наперед заданную характеристику, целесообразно принять, что в регуляторе устанавливается обычная цилиндрическая пружина. В этом случае характеристика восстанавливающей силы определяется выражением [c.317]

Принимают за обобщенные координаты вертикальные (поступательные) перемещения г = qi кузова 2j = q , 2 = 94 тележек и углы поворотов при продольной качке ф = q, , кузова, ф] = ф = q тележек, а также поступательное перемещение л = 7 всей системы вдоль оси пути. Массы и моменты инерции обрессоренной части вагона т я J, тележек и J . Жесткости одного комплекта пружин рессорного подвешивания к, рельсового пути на одну колесную пару Коэффициенты вязкого сопротивления демпферов Р, пути 2Р . При определении величин 2k и принято во внимание взаимное влияние соседних колесных пар их численные значения для пути на деревянных или железобетонных шпалах рекомендуется принимать равными 5-10 -г-10-10 тс/м и 10—30 тс-с/м. [c.413]

Для определения жесткости обычно используются пружинные или гидравлические динамометры (месдозы), при помощи которых контролируется приложенное к узлу усилие, и средства для замера перемещений. В качестве последних применяют индикаторы с ценой деления 0,01 мм или индикаторы повышенной точности. [c.28]

Для определения времени рабочего цикла мембранных устройств могут быть использованы уравнения (190)—(192) или (196)—(198), если под безразмерной жесткостью V понимать приведенную жесткость пружины и мембраны, а вместо площади поршня подставить эффективную площадь мембраны при нулевом прогибе. Приведенная жесткость мембраны и пружины определяется на основании статических характеристик (см. рис. 52), к которым применяется кусочно-линейная аппроксимация. На начальном участке приведенная жесткость (см. рис. 52, а) равна жесткости только пружины, вследствие расслабления мембраны при креплении ее в корпусе и вытяжке в процессе работы. В ряде случаев можно считать жесткость мембраны постоянной в пределах рабочего хода. [c.154]

В статье дан приближенный расчет на жесткость манометрической трубчатой пружины, профиль которой составлен из сопряженных двух окружностей. Решение проводилось энергетическим методом. Получена формула для практического определения относительно угла раскрытия пружины. Приведены таблицы и графики для вычисления коэффициентов, входящих в формулу, а также примеры расчета и сравнения теоретических результатов с экспериментальными. Табл. 3, рис. 5, библ. 14. [c.403]

Жесткость — это способность системы сопротивляться действию внешних нагрузок с наименьшими деформациями. Для машиностроения можно сформулировать следующее определение жесткость — это способность системы сопротивляться действию внешних нагрузок с деформациями, допустимыми без нарушения работоспособности системы. Понятием, обратным жесткости, является упругость, т. е. свойство системы приобретать относительно большие деформации под действием внешних нагрузок. Для машиностроительных конструкций наибольшее значение имеет жесткость. Однако в ряде случаев важным свойством оказывается и упругость (пружины, рессоры и другие упругие детали). [c.203]

Для определения статической деформации пружины Хо и ее коэффициента жесткости с, выразим Xq из уравнения (21) [c.343]

Задача 787 (рис. 452). Прибор для определения ускорений (акселерометр) состоит из инертной массы т (/), прикрепленной к двум одинаковым пружинам жесткостью с каждая. К потенциометру II, полная длина которого L, подведено постоянное напряжение U . Определить величину ускорения прибора w по снятому напряжению U между движком потенциометра и его средней точкой. Прибор движется поступательно и прямолинейно. Демпфер /// служит для гашения колебаний. [c.293]

Жесткость, т. е. способность деталей сопротивляться изменению формы под действием сил, является наряду с прочностью важным показателем работоспособности механизма. Требование рациональной жесткости предъявляется к деталям, деформация которых может влиять на точность механизма. На жесткость обычно рассчитывают валы передач, корпуса приборов, а также пружины, в которых должна быть обеспечена определенная [c.170]

Упругие постоянные материала и геометрические размеры деформируемого тела (пружины) входят в формулу (20) через коэффициент жесткости с. Последний может быть определен как отношение силы Р, приложенной к пружине, к производимому ею статическому удлинению /ст [c.204]

Из формулы для определения коэффициента динамичности видно, что с увеличением А1 ( т.е. уменьшением жесткости стержня) Ад уменьшается. Поэтому в технике для смягчения ударов применяют пружины и рессоры — детали, имеющие малую жесткость (большую податливость). [c.288]

Момент пары сил М, Нм Коэффициент жесткости с. Н/см Дефор,ма-ция пружины h, см Величины, подлежащие определению Примечания [c.270]

Б. Определение условий устойчивости состояния покоя механической системы с двумя степенями свободы. Определить условия устойчивости заданного состояния покоя консервативной механической системы с двумя степенями свободы. Принять, что варианты механических систем в состоянии покоя получаются из схем, изображенных на рис. 226—228, следующим образом а) в вариантах 1 —15 стержень АВ заменяется невесомой пружиной с коэффициентом жесткости с, при этом в вариантах 4, 9, 14 диск с центром В получает возможность вращаться, скользя без трения по опоре б) в вариантах 16—30 считать, что в точке D находится шарнир и спиральная пружина с коэффициентом крутильной жесткости с. Во всех вариантах пружины с коэффициентами жесткости j, j и с в положении покоя не деформированы. [c.340]

Вследствие малой жесткости пружины при определении центробежной силы следует учесть растяжение оси пружины [c.370]

Все точки верхнего основания подвешены к пружинам, жесткости которых подобраны так, что эти точки, перемещаясь, занимают положение на поверхности, показанной на рис. 9.10, в (при этом натяжение всех пружин оказывается одинаковым). Пружины, к которым подвешены точки, лежащие на граничной окружности верхнего основания, можно трактовать как бесконечно длинные нерастяжимые нити. Таким образом, полученное элементарное решение и соответствующая ему картина деформаций относятся лишь к строго определенному частному виду закрепления верхнего основания. Если закрепление верхнего основания цилиндра таково, что все его точки не могут иметь никаких перемещений, решение имеет другой вид и составляющие перемещений гораздо более сложные функции, чем (9.72). [c.646]

Значения тормозных моментов, приведенных в табл. 10, обеспечиваются при напряжении тока не менее 80% от номинального напряжения. В этой конструкции применены массивные литые рычаги, имеющие высокую жесткость ко всем шарнирам подведена смазка, что в сочетании с небольшими давлениями в них обеспечивает высокую износостойкость и малый мертвый ход рычажной системы. Для удержания колодок в определенном положении при разомкнутом тормозе применены пружинные фиксаторы, упоры которых прижимаются усилием сжатой пружины 48 [c.48]

При определении К учитывались упругость элементов рычажной системы и упругость фрикционного материала. Так, значение /( = 10 000 кГ/м соответствует применению прессованных тормозных накладок, а /(=4200 кГ/м—применению деревянных колодок. Из графика видно, что с понижением приведенной жесткости системы снижаются динамические усилия при замыкании тормоза. При высоких значениях приведенной жесткости равновесие в тормозной системе устанавливается после повторного хода поршня с тормозным грузом вниз, что связано с изменениями усилия нажатия колодок на шкив в пределах 1,9—0,77 его статического значения. Снижение приведенной жесткости К может быть достигнуто за счет включения в систему дополнительного упругого звена в виде пружины или за счет применения подпружиненных тормозных колодок. [c.93]

Замыкающие пружины располагаются или центрально на оси вращения дисков, или по периферии. В последнем случае устанавливают несколько пружин, расположенных симметрично относительно оси вращения и на равном расстоянии друг от друга, так чтобы их равнодействующее усилие было направлено по оси вращения. Обеспечение этого условия требует достаточно высокого качества изготовления пружин с одинаковой жесткостью и одинаковыми размерами. Регулирование тормозного момента при центральной пружине проще, чем при нескольких пружинах, расположенных по периферии. Применение для тормозов с осевым нажатием тарельчатых пружин весьма удобно оно позволяет получить малые габариты замыкающего устройства при значительной величине усилия. Кроме того, при определенном выбранном отношении свободной высоты пружины к толщине листа, из которого она сделана, можно получить в некотором диапазоне изменения деформации практическую независимость ее от нагрузки, т. е. тарельчатые пружины могут на некотором участке своей характеристики обеспечить практическое постоянство развиваемого ими усилия независимо от величины деформации [103]. Изменением толщины пружины и соответствующей установкой регулировочных болтов эту часть характеристики можно выбрать по максимуму замыкающей силы. При этом изменение деформации пружины вследствие износа накладок не приводит к существенному изменению замыкающего усилия, что устраняет необходимость в регулировании тормоза по мере изнашивания накладок. [c.224]

Возможны любые другие способы определения жесткости, в частности, способы, применяемые для измерения жесткости пружин. [c.31]

Формулы для определения жесткости С винтовых цилиндрических пружин сжатия (фиг. 306) [c.512]

Половина нагрузки Р , приложенной к середине вала, будет передаваться на упругую опору. Очевидно, что вал ротора и упругая опора могут рассматриваться как две последовательно включенные пружины. Задача состоит в определении эквивалентной жесткости С2 этих двух пружин. Прогиб вала под диском при а = = //2 будет равен [c.81]

Из приведенного уравнения видно, что для данной конструкции датчика (при данной массе груза, жесткости пружин) каждой силе тока i соответствует определенная виброперегрузка k. С другой стороны, сила притяжения магнита Pj a (О является 222 [c.222]

Надо заметить, что в действительности в муфте при определенной жесткости С не может создаваться любой предварительный натяг Ua, так как существует, например, зависимость Uq — xq, где Хд — деформация пружин при предварительном сжатии. [c.233]

Для всережимной работы при высоких скоростях фирма MTS разработала серию 251 усилителей собственной конструкции. Серия включает четыре типоразмера усилителей соответственно на номинальные расходы 152, 342, 650 и 836 л/мин для максимальных давлений 21 МПа. Первый каскад этих двухкаскадных усилителей выполнен в виде поступательного четырехкромочного золотника с приводом от миниатюрного электродинамика. Золотник уравновешен пружинами в центральном положении. Жесткость пружин подобрана так, что собственная частота золотника составляет около 600 Гц. Наибольшая амплитуда смещений золотника первого каскада составляет 0,1—0,2 мм. В диапазоне этих смещений отклонение золотника от центрального положения пропорционально силе, приложенной к его торцу. Для придания устойчивости системе между золотником второго каскада и катушкой электродинамика введена электрическая обратная связь, которая корректирует сигнальный ток таким образом, что каждому его значению отвечает определенное положение золотника второго каскада. Связь выполнена в виде линейного дифференциального трансформатора перемещений, сердечник которого жестко связан с золотником второго каскада. Сигнал трансформатора, пропорциональный положению золотника, демодулированный и усиленный до границ постоянного напряжения [c.251]

Расчет фундамента обычно ограничивается определением собственной частоты колебаний фундамента и вычислением амплитуды колебаний вне области резонанса. Напряжения в фундаменте, вызванные действием его собственных сил инерции и силами инерции установленной на нем машины, обычно не Q( вычисляются. Основание блока или плиты обычно считается абсолютно жестким. Статический расчет фундамента часто ограничивается вычислением лишь так называемой эксцентричности фундамента, т. е. проверкой условия, чтобы центры тяжести фундамента и площади его основания лежали на общей вертикальной прямой, а также определением удельного давления на грунт. Для силового расчета необходимо знать коэффициенты жесткости пружинящих элементов, например, винтовых пружин, резиновых прокладок и т. п., моменты инерции и центробежные моменты фундамента и укрепленных на нем машин. Ввиду того, что аналитическое вычисление коэффициентов жесткости обычно является неточным, оно по возможности заменяется опытными замерами. [c.166]

Перейдем к определению потенциальной энергии упругих опор фундамента. Предположим, что фундамент опирается на отдельные пружины, например, на винтовые, оси которых имеют различные наиравления и характеристики которых линейны. Предположим далее, что соединение всех пружин с фундаментом будет шарнирным и в соединениях на фундамент не передается никаких моментов. Пусть ось каждой пружины имеет углы наклона (фпг. 74) а,., р . Y,- и коэффициент жесткости пружины в направлении оси равен /г,. а в направлении, перпендикулярном оси,—х,. Обозначим через перемещение шарнира, который соединяет фундамент с пружиной. Компоненты перемещения шарнира определяются уравнением + ku, . Еди- [c.172]

Положим, что на верхнем конце фасонной пружины (типа изображенной на рис. 11.25, г) могут располагаться различные грузы, обладающие неодинаковыми массами. Каждому значению массы груза соответствует определенное значение осадки пружины и соответственно некоторое, также определенное значение коэффициента жесткости. В некоторых случаях полезно так спроектировать пружину, чтобы с увеличением массы груза пропорционально возрастал и коэффициент жесткости тогда частота свободных колебаний окажется во всех случаях одной и той же. [c.69]

Последовательно соединенные пружины с массой на конце. Прежде чем рассматривать упруго заделанные шпиндели, остановимся на определении частоты простейшей колебательной системы из двух пружин (рис. 1, а) с жесткостью обш,ей жесткостью [c.184]

Пример 1. Составить диффе])енц[1алыше уравнения движения системы, состоящей из груза Л массой mi, надетого на однородный стержень ОВ длиной I и массой т . Груз связан с неподвижной точкой О пружиной жесткостью с (длина пружины в напряженном состоянии равна а) и может скользить вдоль стержня, а стержень может качаться в вертикальной плоскости вокруг оси О (рис. 278). Массой пружины и трением пренебречь (см. пример определения обобщенных сил в 2). [c.305]

Определение жесткости q пружины, обеспечивающей силодое замыкание кинематической пары IV класса, т. е. — постоянный контакт толкателя с [c.221]

Модели постепенных отказов с двумя пределами, Рассмотренные выше модели постепенного изменения параметров изделия оценивали вероятность их выхода за пределы Х ,ах т. е. Вер(Х < Хщах)- Однако в ряде случаев возможно наличие для данного параметра двух пределов — верхнего и нижнего Выход за границы Х ип также будет отказом изделия. Данная схема будет иметь место, когда выходной параметр должен находиться в определенных границах, например допуск на размер обрабатываемого на станке изделия, жесткость пружины и др. Следует учитывать также, что закон изменения выходного параметра моЖет быть достаточно сложным и не обязательно монотонно возрастающим, так как в общем случае он является следствием нескольких процессов повреждения. [c.139]

Целью настоящей работы является эк-сперимёнтальная проверка возможности Применения теоретической формулы для определения частоты собственных колебаний упруго закрепленного точечного груза с одной степенью свободы в случае реального груза, подвешенного на винтовой пружине малой жесткости. Учащемуся надлежит измерить [c.112]

В исходном положении включен ток в катушке электромагнита 3, якорь 4 притянут к нему, контакты 5 разомкнуты. При включении электриче- KOIO тока в обмотке электромагнита 1 алюминиевый диск 2 поворачивается под влиянием взаимодействия электромагнитных полей, создаваемых электромагнитом 1 и токами, индуктируемыми в диске 2. Вращение диска 2 передается посредством зубчатых колес 6 к7 валику 9, на котором жестко укреплен якорь 4. Отрыв якоря 4 от электромагнита 3 и включение контактов 5 при включении электрического тока в обмотке электромагнита / произойдут не мгновенно, а с определенной выдержкой времени, зависящей от свойств электромагнитов и 3, жесткости пружин 8, 10, 11 и от тормозного момента, создаваемого электромагнитным демпфером, представляющим собой постоянный магнит 12, между полюсами которого находится диск 2. Тормозной момент этого демпфера обусловлен взаимодействием магнитного поля постоянного магнита 12 и электромагнитного поля, создаваемого токами, индуктированными в диске 2. [c.124]

Точность определения действующих в образце напряжений зависит от величины ошибки измерения деформации пружины нагружения при тарировке и в процессе испытания, а -также от случайных отклонений диаметра образца и плеча прилагаемой нагрузки. Для повышения точности измерений статического усилия узел силонагружения выполняется так, что максимальной нагрузке соответствует деформация пружины, приблизительно равная 20 мм. В связи с тем что образцы могут быть изготовлены из материалов различной прочности, такая жесткость пружины должна обеспечиваться путем расчета или подбора, поэтому конструкцией узла предусмотрена возможность простой ее замены. [c.75]

Для определения параметров расчетным путем динамическая схема машины (рис. 54) была представлена в виде колебательной системы с одной степенью свободы [18]. На рис. 54 введены следующие обозначения — жесткость образца и удлинителя С2 — жесткость динамометрической пружины т— масса деталей, приведенная к концу нагружаемой системы (для узла силонагружения машины МИП-8М т=0,00025 дан-сек -смг )-, <й — частота возбуждения s — результирующее биение, измеряемое в точке приложения основной нагрузки и обусловленное совокупностью погрешностей изготовления и монтажа узла нагружения и шпинделя х — перемещение массы т в направлении действия основной нагрузки, [c.86]

Отдельные элементы матрицы можно рассматривать как коэффициенты влияния динамической жесткости. Из симметричности матрицы вытекает, что к этим коэффициентам также применима теорема о взаимности. Так как матрица динамических коэффициентов влияния будет диагональной, то отдельные движения фундамента будут независимыми друг от друга при этом А впиахви будет диагональной матрицей жесткости, а матрица В—матрицей инерции. Рассмотрим вначале случай статической нагрузки фундамента, так как именно этим случаем накладываются определенные ограничения на устройства опорных пружин. [c.198]

Термомагнитными называются магнитно-мягкие материалы, обладающие сильной зависимостью магнитной проницаемости от температуры. Основная область их применения (табл. 100) — термокомпенсаторы измерительных приборов, которые выполняются в виде магнитных шунтов, ответвляющих на себя часть рабочего магнитного потока. При повышении температуры магнитная проницаемость шунта падает, его шунтирующее действие ослабевает и рабочий магнитный поток возрастает настолько, что компенсирует влияние температуры на сопротивление измерительной обмотки, жесткость противодействующих пружин и магнитную индукцию в нейтрали постоянного магнита. Кроме того, термомагнитные материалы используют в различных термореле и сердечниках контурных дросселей, резонирующих при определенной температуре. Для термокомпенсаторов необходимо, чтобы термомагнитные материалы обладали сильной зависимостью магнитных свойств от температуры в климатическом диапазоне температур (от —60 до -f60 °С). Так как согласно рис. 5 (см. с. 11) магнитные свойства всех ферро- и [c.221]

Трудности в численных расчетах, встречающиеся при исследовании балки, опертой на жесткие пружины, обсуждались Пестелем и Леки [4.8. Эта проблема становится еще более актуальной при расчете панелей самолетов. Одной из основных возникающих здесь трудностей является цепочка перемножений матриц типа представленных в уравнении (4.125), так как если цепочка становится длинной, а жесткость упругого элемента, определяющая матрицу [Р], существенно превышает жесткость балки на изгиб, определяющую матрицу [U], то возникает неустойчивость процедуры численного счета, что по существу является результатом вычисления малых разностей больших чисел в вычислительных машинах при конечной точности представления чисел. Для задач о свободных колебаниях это означает, что иногда, особенно когда это связано с задачами, описываемыми уравнениями высоких порядков (типа уравнений оболочек), возникают трудности определения частот, при которых частотный определитель достаточно близок к нулю, с тем чтобы с необходимой точностью найти формы колебаний. При решении задач о вынужденных колебаниях может вызвать затруднение процедура численного обращения матрицы (см. уравнение (4.128)). Как было показано Лином и Макданиэлом [4.7], это связано с соотношением [c.186]

Определенным подбором коэффициентов жесткостей пружин излучаемая система приведена к главным координадам, т. е. колебания тела в линейной постановке в направлении осей От], и вокруг них независимы между собой. [c.106]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...